Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 64Fr - Fad2/2 + 128DY = 0
Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ
DY = (620·256,00/2 - 64•910)/128 = 165 H
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D
mС = 64Fr + Fad2/2 - 128CY = 0
Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ
CY = (64·910 + 620·256,00/2)/128 = 1075 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MY1 = 1075·64 =68,8 Н·м
MY2 = 165·64 = 10,6 Н·м
Суммарные реакции опор:
C = (30052 + 10752)0,5 = 3191 H
D = (27442 + 1652)0,5 = 2749 H
9. Проверочный расчет подшипников
Быстроходный вал
Эквивалентная нагрузка
Отношение Fa/Co = 620/17,8103 = 0,035 е = 0,23 [8c. 143]
Проверяем наиболее нагруженный подшипник А.
Отношение Fa/А =620/1975= 0,31 > e, следовательно Х=0,56; Y= 1,8
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х - коэффициент радиальной нагрузки;
V = 1 - вращается внутреннее кольцо;
Fr = А - радиальная нагрузка;
Y - коэффициент осевой нагрузки;
Kб =1,5- коэффициент безопасности;
КТ = 1 - температурный коэффициент.
Р = (0,56·1·1975+1,8•620)1,5·1 = 3333 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
Стр = Р(573щL/106)1/m,
где m = 3,0 - для шариковых подшипников
Стр = 3333(573·21,4·25000/106)1/3 = 22474 Н < C = 32,0 кН
Расчетная долговечность подшипника.
= 106(32103 /3333)3/60204 = 72304 часов, > [L]=25000 час
Тихоходный вал
Отношение Fa/Co = 620/25,0103 = 0,025 е = 0,22 [8c. 131]
Проверяем наиболее нагруженный подшипник C.
Отношение Fa/C =620/3191= 0,19 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0
Эквивалентная нагрузка
Р = (1,0·1·3191+ 0)1,5·1 = 4787 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
Стр = Р(573щL/106)1/m,
где m = 3,0 - для шариковых подшипников
Стр = 4787(573·5,34·25000·106)1/3 = 20321 Н < C = 43,6 кН
Расчетная долговечность подшипника.
= 106(43,6103 /4787)3/6051 = 246915 часов, > [L]=25000 час
10. Конструктивная компоновка привода
10.1 Конструирование зубчатых колес
Конструктивные размеры колеса
Диаметр ступицы:
dст = 1,55d3 = 1,55·60 = 94 мм.
Длина ступицы:
lст = (1,0…1,5)d = (1,0…1,5)60 = 60…90 мм,
принимаем lст = 70 мм.
Толщина обода:
S = 2,2m+0,05b2 = 2,22+0,05·50 =6,9 мм
принимаем S = 8 мм
Толщина диска:
С = 0,25b = 0,25·50 = 12 мм
10.2 Конструирование валов
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Шестерня выполняется заодно с валом.
Размеры шестерни: dа1 = 68,00 мм, b1 = 54 мм, в =14,36°.
Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5•2,0 = 1,0 мм, принимаем n = 1,0 мм.
10.3 Выбор соединений
В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.
Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.
10.4 Конструирование подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.
10.5 Конструирование корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
= 0,025ат + 3 = 0,025·160 + 1 = 5,0 мм принимаем = 8 мм
Толщина фланцев
b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм
Диаметр болтов:
- фундаментных
d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·160 + 12 = 18 мм
принимаем болты М20;
- крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = 0,75d1 = 0,75·20 = 15 мм
принимаем болты М16;
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = 0,6d1 = 0,6·20 = 12 мм
принимаем болты М12.
10.6 Конструирование элементов открытых передач
Ведущий шкив:
Наружный диаметр D = 180 мм, ширина обода В = 80 мм;
Толщина обода шкива
д = 0,03(D+2B) = 0,03(180+2•80) = 10,2 мм
принимаем д = 10 мм
Толщина диска
С = (1,2…1,3)д = (1,2…1,3)10 = 12…13 мм
Принимаем С = 12 мм.
Внутренний диаметр ступицы d = dдв = 32 мм
Наружный диаметр ступицы
Dст = 1,6d = 1,6•32 = 51 мм
Длина ступицы
lст = (1,2…1,5)d = (1,2…1,5)32 = 38…48 мм,
принимаем lст = 50 мм,
Ведомый шкив:
Наружный диаметр D = 630 мм, ширина обода В = 80 мм;
Толщина обода шкива
д = 0,03(D+2B) = 0,03(630+2•80) = 23,7 мм
принимаем д = 24 мм
Толщина диска
С = (1,2…1,3)д = (1,2…1,3)24 = 28,8…31,2 мм
Принимаем С = 30 мм.
Внутренний диаметр ступицы d = 35 мм
Наружный диаметр ступицы
Dст = 1,6d = 1,6•35 = 56 мм
Длина ступицы
lст = (1,2…1,5)d = (1,2…1,5)35 = 42…52 мм,
принимаем lст = 65 мм,
10.7 Выбор муфты
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] =500 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 1,5·299,6 = 449 Н·м < [T]
Условие выполняется
10.8 Смазывание
Смазка зубчатого зацепления
Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны
V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,66 1,0 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 0,68 м/с и контактном напряжении ув=378 МПа =28·10-6 м2/с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-46
Смазка подшипниковых узлов.
Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.
11. Проверочные расчеты
11.1 Проверочный расчет шпонок
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h - высота шпонки;
t1 - глубина паза;
l - длина шпонки
b - ширина шпонки.
Быстроходный вал.
Шпонка на выходном конце вала: 10Ч8Ч50.
Материал шкива чугун, допускаемое напряжение смятия [у]см=50 МПа.
усм = 2·77,6·103/35(8-5,0)(50-10) = 36,9 МПа
Тихоходный вал.
Шпонка под колесом 18Ч11Ч63. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]см = 100 МПа.
усм = 2·299,6·103/60(11-7,0)(63-18) = 55,2 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 14Ч9Ч56. Материал полумуфты - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]см =100 МПа.
усм = 2·299,6·103/50(9-5,5)(56-14) = 81,5 МПа
Во всех случаях условие усм < [у]см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
Сила приходящаяся на один винт
Fв = 0,5CХ = 0,5•3005 =1503 H
Принимаем коэффициент затяжки Кз=1,5 - постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 - для соединения чугунных деталей без прокладки.
Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности ув=500МПа, предел текучести ут=300МПа; допускаемое напряжение: [у] = 0,25ут = 0,25•300 = 75 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
Fp = [Kз(1 - х) + х]Fв = [1,5(1 - 0,3) + 0,3]1503 = 2038 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = рdp2/4 = р(d2 - 0,94p)2/4 = р(12 - 0,94•1,75)2/4 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
уэкв = 1,3Fp/A = 1,3•2038/84 = 32 МПа < [у] = 75 МПа
11.3 Уточненный расчет валов
Быстроходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45, улучшенная: В = 780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
при изгибе -1 0,43В = 0,43780 = 335 МПа;
при кручении -1 0,58-1 = 0,58335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент
Ми = Мх = 59,8 Н·м
Осевой момент сопротивления
W = рd3/32 = р403/32 = 6,28·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·6,28·103 = 12,6·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
уv = Mи/W = 59,8·103/6,28·103 = 9,5 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T1/2Wp = 77,6·103/12,6·103 = 6,2 МПа
Коэффициенты:
kу/у = 3,65; k/ = 0,6 kу/у + 0,4 = 0,6·3,65 + 0,4 = 2,6
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
sу = у-1/(kууv/у) = 335/3,65·9,5 = 9,7
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,6·6,2 + 0,1·6,2) =11,6
Общий коэффициент запаса прочности
s = sуs/(sу2 + s2)0,5 =11,6·9,7/(9,72 +11,62)0,5 = 7,5 > [s] = 2,5
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45, нормализованная: В = 570 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
при изгибе -1 0,43В = 0,43570 = 245 МПа;
при кручении -1 0,58-1 = 0,58245 = 142 МПа.
Суммарный изгибающий момент
Ми = 229,4 Н·м.
Осевой момент сопротивления
W = рd3/32 = р553/32 = 16,3·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·16,3·103 =32,6 мм
Амплитуда нормальных напряжений
уv = Mи/W = 229,4·103/16,3·103 = 14,0 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T2/2Wp =299,6·103/2•32,6·103 = 4,5 МПа
Коэффициенты:
kу/у = 3,6; k/ = 0,6 kу/у + 0,4 = 0,6·3,6 + 0,4 = 2,6
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
sу = у-1/(kууv/у) = 245/3,6·14,0 = 4,9
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1/(kv/ + m) = 142/(2,6·4,5 + 0,1·4,5) =11,5
Общий коэффициент запаса прочности
s = sуs/(sу2 + s2)0,5 =11,5·4,9/(4,92 +11,52)0,5 = 4,5 > [s] = 2,5
12. Технический уровень редуктора
Условный объем редуктора
V = LBH = 425•200•355 = 30•106 мм3
L = 425 мм - длина редуктора;
В = 200 мм - ширина редуктора;
Н = 355 мм - высота редуктора.
Масса редуктора
m = цсV?10-9 = 0,42?7300?30?106?10-9 = 92 кг
где ц = 0,42 - коэффициент заполнения редуктора
с = 7300 кг/м3 - плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
г = m/T2 = 92/299,6 = 0,31
При г > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.
Библиографический список
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 - М.: Машиностроение, 1978
2. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высш. шк., 2002
3. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с
4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.: Высш.шк.,1990.
5. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.
6. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980..
7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высш. шк., 2005. -432 с.